Курсовая работа: Привод ковшового элеватора
Название: Привод ковшового элеватора Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Министерство образования Республики Беларусь Учреждение образования Белорусский государственный технологический университет Пояснительная записка к Курсовому проекту по дисциплине: Основы конструирования и проектирования на тему: Привод ковшового элеватора Выполнила студентка 2 курса Мороз О.С. Минск 2005 Введение Зубчатая передача (редуктор), выполненный в виде отдельного агрегата, служит для передачи мощности от двигателя к рабочей части машины. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение враща-ющего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Рассматриваемый редуктор состоит из корпуса (литого чугунного), в котором помещены элементы передачи – вал-шестерня, зубчатое колесо, подшипники и т.п. Узлы соединяются между собой валами, через которые передаётся крутящий момент. Вал, передающий крутящий момент, называется ведущим и мощность передаваемая этим валом является выходной. Вал, принимающий крутящий момент, называется ведомым. Задача 1. Разработка кинематической схемы машинного агрегата 1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата Устанавливаем привод к ковшовому элеватору на стройплощадку. Агрегат работает на протяжении 3 лет в две смены. Продолжительность смены 8 часов, нагрузка мало меняющаяся с малыми колебаниями, режим работы реверсивный. 1.2 Срок службы приводного устройства Срок службы Lh , ч, Lh = 365· Lr tc Lc . (1.1) где Lr - срок службы привода, лет; tc - продолжительность смены, ч; Lc - число смен. Lh = 365· 3 · 8 · 2 = 17520 ч. Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса. Тогда Lh = 17520 · 85 / 100% = 14892 ч. Рабочий ресурс привода принимаем Lh = 15000 ч. Табличный ответ к задаче: Таблица 1.1. Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
Задача 2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода 2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя 1. Определим мощность рабочей машины Pрм , кВт: Ррм = F · v, (2.1) где F — тяговая сила ленты, кН; v, — скорость ленты, м/с. Подставляя значения в (2.1) получаем: Ррм = 2,72 · 1000 · 0,9 = 2,45 · 1000Вт=2,45 кВт 2. Определим общий коэффициент полезного действия привода: = пк 2 · пс · м · зп · ц где пк , пс ,м ,зп ,ц — коэффициенты полезного действия подшипников качения (две пары), подшипников скольжения (одна пара), муфты , закрытой зубчатой передачи , цепной передачи =0,995 2 · 0,99 · 0,98 · 0,97 · 0,93 = 0,87 . 3. Определим требуемую мощность двигателя Рдв , кВт: Рдв = Ррм / (2.2) Рдв = 2,45 / 0,87 = 2,8 кВт. 4. Определим номинальную мощность двигателя Рном , кВт: Значение номинальной мощности выбираем по величине, большей, но ближайшей к требуемой мощности : Рном Рдв Принимаем номинальную мощность двигателя Рном = 3,0 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя, представленных в табл.2.1: Таблица 2.1. Технические данные различных типов двигателей
Каждому значению номинальной мощности Рном соответствует в большинстве не одно, а несколько типов двигателей с различными частотами вращения, синхронными 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Выбор типа двигателя зависит от типов передач, которые входят в привод, кинематических характеристик рабочей машины и производится после определения передаточного числа привода и его ступеней. При этом следует отметить, что двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 об/мин) имеют невысокий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами (синхронной 750 об/мин) металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности. 2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней 1. Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины: nрм =60 · 1000 · v / ( ¶·D)(2.3) где v — скорость тягового органа, м/с; в — диаметр барабана, мм. Подставляя значения в (2.3) имеем: nрм = 60 · 1000 · 0,9 / ( 3,14·250 ) = 69,0 об / мин. 2. Определим передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя: U = nном / nрм (2.4) U1 = 700 / 69 =10,14 U2 = 955 / 69 =13,84 U3 = 1435/69 =20,79 U 4 = 2840/69 =41,16 3. Производим разбивку общего передаточного числа, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным Uзп = 4: Uоп = U/ Uзп (2.5) В табл. 2.2 сведены все варианты разбивки общего передаточного числа. Таблица 2.2 Варианты разбивки передаточного числа
Из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее 2-й тип двигателя: 4АМ112MАУ6З (Рном = 3,0 кВт, nном = 955 об / мин). Итак, передаточные числа для выбранного двигателя будут иметь следующие значения: U = 13,84; Uоп = 3,46 ;Uзп = 5,20 . 4. Определим максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала механизма: ∆nрм = nрм · δ / 100 = 69,0 · 5 /100 = 3,45 об / мин. 5. Определим допускаемую частоту движения приводного вала элеватора, приняв ∆nрм = 1,05 об / мин: [nрм ] = nрм + ∆nрм = 69+1,05=70,05 об / мин; отсюда фактическое передаточное число привода Uф = nном / [nрм ] = 955 / 70,05 = 13,6. Передаточное число открытой передачи U оп = Uф / U зп = 13,6 / 4 =3,4. Таким образом, выбираем двигатель 4АМ112MА6УЗ c Рном = 3,0 кВт, nном = 955 об / мин); передаточные числа: привода U = 13,6, редуктора Uзп = 4, цепной передачи Uоп = 3,4. 2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах привода из требуемой (расчетной) мощности двигателя Рдв и его номинальной частоты вращения nном при установившемся режиме. Расчеты проводятся в таблице 2.3. Таблица 2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода.
Табличный ответ к задаче представлен в табл. 2.4: Таблица 2.4. Силовые и кинематические параметры привода.
Задача 3. Выбор материала зубчатой передачи 3.1 Выбираем материал зубчатой передачи а) По таблицам определяем марку стали: для шестерни — 40Х, твердость ≥ 45HRCэ; для колеса — 40Х, твердость ≤ 350 HB. б) Также определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твердость 45…50 HRC, термообработка — улучшение, Dпред = 125 мм; для колеса твердость 269…302 HB, термообработка — улучшение, Sпред = 80 мм. в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса: HB1ср. = (50+45) / 2 = 47,5HRC=450 HB HB2ср =(269+302) / 2 = 285,5НВ. 3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []H1 и колеса []H2 : а) Рассчитываем коэффициент долговечности КHL : Наработка за весь срок службы: для колеса N2 = 573· Lh · 2 = 573 · 15000· 25 = 214,9 · 106 циклов, для шестерни N1 = 573· Lh · = 573 · 15000· 100 = 859,5 · 106 циклов. Число циклов перемены напряжений NН0 , соответствующее пределу выносливости, находим по табл. 3.3 [1, с.51] интерполированием: Nно1 = 68 · 106 циклов и Nно2 = 22,7 · 106 циклов. Т.к. N1 > Nно1 и N2 > Nно2 , то коэффициенты долговечности KHL1 = 1 и KHL2 = 1. б) Определяем допускаемое контактное напряжение []H соответствующее числу циклов перемены напряжений Nно : для шестерни []но1 = 14 HRC ср. +170=14·47,5 +170=835 Н/мм2 для колеса []но2 = 1,8· HB 2ср +67 = 1,8 · 285,5 + 67 = 580,9 Н/мм2 в) Определяем допускаемое контактное напряжение: для шестерни []н1 = KHL1 · []но1 = 1 · 835 = 835 Н/мм2 , для колеса []н2 = KHL2 · []но2 = 1 · 580,9 = 580,9 Н/мм2 . Т.к. HB1ср - HB2ср > 70 и HB2ср =285,5<350HB, то значение []н рассчитываем по среднему допускаемому значению из полученных для шестерни и колеса: []н =0,45([]н1 +[]н2 ) = 637,2 Н/мм2 . При этом условие []н < 1.23· []н2 соблюдается. 3.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни []F1 и колеса []F2. а) Рассчитываем коэффициент долговечности KFL . Наработка за весь срок службы : для шестерни N1 = 859,5 · 106 циклов, для колеса N2 = 214,9 · 106 циклов. Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NF0 = 4· 106 для обоих колес. Т.к. N1 > NF0 и N2 > NF0 , то коэффициенты долговечности KFL1 = 1 и KFL2 = 1. б) По табл. 3.1 /1/ определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений NF0 : для шестерни []Fo1 = 310 Н/мм2 , в предположении, что m<3 мм; для колеса []Fo2 =1,03· HB2ср =1,03 · 285,5 = 294 Н/мм2 в) Определяем допускаемые напряжения изгиба: для шестерни []F1 = KFL1 · []Fo1 = 1 · 310 = 310 Н/мм2 , для колеса []F2 = KFL2 · []Fo2 = 1 · 294 = 294 Н/мм2 . Т.к. передача реверсивная, то []F уменьшаем на 25%: []F1 = 310 · 0,75 = 232,5 Н/мм2 ; []F2 = 294 · 0,75 = 220,5 Н/мм2 . Табличный ответ к задаче представлен в табл. 3.1: Таблица3.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.
Задача 4. Расчет зубчатых передач редуктора 4.1 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи Проектный расчет 1. Определяем главный параметр — межосевое расстояние аW , мм: Производим определение межосевого расстояния аW , мм по формуле: aw = Kнβ Ka (U+1) 3 √(T2 103 )/(a U2 []2 H ), (4.1) где а) Ка — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Ка = 43; б) ψa = b2 / aw — коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах. Примем его равным 0,32; в) U — передаточное число редуктора (см. табл.2.4.); г) Т2 — вращающий момент на тихоходом валу редуктора, Н· м (см. табл.2.4.); д) []Н - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, []Н = 637,2 Н/мм2 ; е) КН — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев КН = 1. aw = 43· ( 4 + 1)· 3 √( 105400 / ( 0,32 · 4 2 · 637,2 2 )· 1 = 79,6 мм. Полученное значение aw округляем до 80 мм. 2. Определяем модуль зацепления m, мм: m ≥ 2 Km T2 103 /(d2 b2 []F ) ,(4.2) где а) Кm — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Кm = 5,8; б) d2 = 2 aw U / (U+1) ,(4.3) где d2 — делительный диаметр колеса, мм; d2 =2· 80 · 4 /( 4 +1)= 128 мм; в) b2 = a aW — ширина венца колеса, мм: b2 = 0,32 · 80 = 25,6 мм. Полученное значение b2 округляем до 26 мм. г) []F — допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, []F = 294 Н/мм2 ; m = 2· 5,8 · 105,4 · 103 /( 128,0 · 25,6 · 294 ) = 1,3 мм. m = 1,5мм 3. Определяем угол наклона зубьев min для косозубых передач: min = arcsin(3,5 m / b2 ),(4.4) min = arcsin(3,5·1,5 / 25,6) = 11,834 ° 4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колес: z = z1 + z2 = 2 aw cos min / m,(4.5) z = 2· 80 · cos(11,834 °)/ 1,5 = 104,4 Округляем полученное значение в меньшую сторону до целого числа: z = 104 5. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач: = arccos(z m / (2 aw )),(4.6) =arccos( 104 · 1,5/(2· 80) = 12,83857 °. 6. Определяем число зубьев шестерни: z1 = z / (U + 1),(4.7) z1 = 104 / (4 + 1) ≈ 21. 7. Определяем число зубьев колеса: z2 = zΣ – z1 = 104 - 21 = 83 8. Определяем фактическое передаточное число Uф : Uф = z2 / z1 ,(4.8) Uф = 83 / 21 = 3,95. Проверяем отклонение фактического передаточного числа от заданного U: U = |Uф - U| / U · 100 % =|3,95 - 4| / 4 100 % =1,25 % ≤ 4 %. 9. Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубых передач: aw = (z1 + z2 ) m / (2 cos ).(4.9) Подставляя в (4.9) получаем: aw = (21 + 83) · 1,5/(2 · cos 12,83857 °) = 80 мм. 10. Основные геометрические параметры передачи представлены в табл. 4.1: Таблица 4.1. Расчет основных геометрических параметров передачи.
4.2 Проверочный расчет Проверяем межосевое расстояние: aw = (d1 +d2 )/2 = (32,31 + 127,69) / 2 ≈ 80 мм.(4.10) Проверяем пригодность заготовок колес: Условие пригодности заготовок колес: Dзаг Dпред ; Sзаг Sпред . Диаметр заготовки шестерни Dзаг = dа1 + 6 мм = 35,31 + 6 = 41,31 мм. Толщина диска заготовки колеса Sзаг = b2 + 4 мм = 26 + 4 = 30 мм. Dпред = 125 мм, Sпред = 80 мм. 41,31<125 и 30 < 80, следовательно, условие выполняется. 13. Проверяем контактные напряжения σн , Н / мм2 : H = K√Ft (Uф + 1) KH K K / (d2 b2 ) ≤ []H .(4.11) где а) К вспомогательный коэффициент, равный 376; б) Ft = 2 T2 103 / d2 - окружная сила в зацеплении, Н: Ft = 2 · 105,4 · 1000 / 127,69 = 1650,87 H; в) КН коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес КН определяется по графику на рис. 4.2 /1/ в зависимости oт окружной скорости колес v м/с, и степени точности передачи (табл. 4.2 /1/). Окружная скорость колес определяется по формуле v = 2 d2 /(2· 103 ) = 25 · 127,69 / (2 · 1000) ≈ 1,6 м/с.(4.12) Данной окружной скорости соответствует 9-я степень точности передачи. По указанной степени точности передачи и окружной скорости определяем коэффициент КH = 1,114 ; г) КHυ коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (табл. 4.3 /1/), равный 1,022 . Подставив все известные значения в расчетную формулу (4.11), получим: H = 376 · √1650,87 · (3,95 + 1) · 1,114 · 1 · 1,022 /(127,69 · 26) = 629,4 Н / мм2 . 14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни σF1 и колеса σF2 , Н/мм2 : F2 = YF2 Y Ft KF KF KFv / ( b2 m ) ≤ []F2 ,(4.13) F1 = F2 YF1 / YF2 ≤[]F1 ,(4,14) где a) m — модуль зацепления, мм; b2 — ширина зубчатого венца колеса, мм; Ft — окружная сила в зацеплении, Н; б) KFa — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес КFa зависит от степени точности передачи. КFa = 1; в) КF — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес КF = 1; г) КF — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (см. табл. 4.3 /1/), равный 1,058 ; д) YF1 и YF2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни zv 1 = z1 / cos3 21 / 0,92686 = 22,7 (4.15) и колеса zv 2 = z2 / cos2 83 / 0,92686 = 89,5 (4.16) где — угол наклона зубьев; YF1 = 3,959 и YF2 = 3,600; е) Y = 1 - / 140 = 1 – 12,83857 / 140 = 0,9083 — коэффициент, учитывающий наклон зуба; ж) []F1 и []F2 — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм2 . Подставив все значения в формулы (4.13 - 4.14), получим: F2 = 3,60 · 0,91 · 1650,87 · 1 · 1 · 1,058 /(26 ·1,5) = 146,46 ≤ F2 F1 = 146,46 · 3,959 / 3,60 = 161 ≤ F1 15. Составим табличный ответ к задаче 4: Таблица 4.2 Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм
Задача 5. Расчет открытой передачи 5.1 Расчет открытой цепной передачи 1. Определяем шаг цепи р, мм: p = 2,83 √T1 103 Kэ /(vz1 [pц ]) , (5.1) где а) Т1 - вращающий момент на ведущей звездочке,Т1 = 105,4 Н· м; б) Кэ — коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи: Кэ = Кд Кс К Крег Кр (5.2) где Кд — коэффициент динамичности нагрузки, Кд = 1; Кс — коэффициент, учитывающий способ смазывания, Кс = 1; K — коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту, C = 1; Kрег — коэффициент, учитывающий способ регулировки межосевого расстояния, Крег =1; Kр — коэффициент, учитывающий режим работы, Кр =1,25; Кэ = 1 · 1 · 1 · 1 · 1,25 = 1,25 в) z1 - число зубьев ведущей звездочки z1 = 29 - 2u, (5.3) где u — передаточное число цепной передачи, u = 3,4; z1 = 29 - 2 · 3,4 = 22,2. Полученное значение округляем до целого нечетного числа (z1 = 23 ), что в сочетании с нечетным числом зубьев ведомой звездочки z2 и четным числом звеньев цепи l p обеспечит более равномерное изнашивание зубьев и шарниров; г) [pц ] — допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм2 , зависит от частоты вращения ведущей звездочки и ожидаемого шага цепи, который принимается равным из промежутка р = 19,05..25,4 мм. Учитывая это получаем [pц ] = 25,5 Н/мм2 ; д) — число рядов цепи. Для однорядных цепей типа ПР = 1; p = 2,83 √ 105,4 · 1000 · 1,25 /(1 · 23 · 25,5) = 17,02 мм, Полученное значение шага р округляем до ближайшего стандартного р = 19,05 мм. 2. Определим число зубьев ведомой звездочки z2 : z2 = z1 u , (5.4) z2 = 23 · 3,4 = 78,2, Полученное значение z2 округляем до целого нечетного числа (z2 = 79 ). Для предотвращения соскакивания цепи максимальное число зубьев ведомой звездочки ограничено: z2 120. 3. Определим фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение u: uф = z2 / z1 ,(5.5) u = |uф –u| /u· 100% . (5.6) Подставляя в значения в формулы (5.5 - 5.6), получим uф = 75 / 23 = 3,43; u = |3,43 - 3,4|/3,4 · 100% = 1 % ≤ 4 %. 4. Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм: Из условия долговечности цепи а = (30...50) р = 40 · 19,05 = 762 мм, где р — стандартный шаг цепи. Тогда ар = а/р = 30...50 = 40 — межосевое расстояние в шагах, мм. 5. Определяем число звеньев цепи l р : l p = 2 ap + (z2 + z1 ) / 2 + [(z2 - z1 ) / 2]2 / ap , (5.7) l p = 2 · 40 + (102) / 2 + [(79 - 23) / (2 · 3,14)] 2 / 40 = 133. Полученное значение l p округляем до целого четного числа (l p =132). 6. Уточняем межосевое расстояние ар в шагах: ap = 0,25 {l p - 0,5(z2 + z1 ) + √[l p - 0,5(z2 + z1 )]2 - 8[(z2 - z1 ) / (2 )]2 }, (5.8) ap = 0,25 · { 132 - 0,5 · (102) + √[132 - 0,5 · (102)] 2 - 8 · [( 79 - 23) / (2 · 3,14)] 2 } = =39,5 7. Определяем фактическое межосевое расстояние а, мм: а = ар р , (5.9) a = 39,5 · 19,05 = 752,5 мм. Значение а не округляем до целого числа. Так как ведомая (свободная) ветвь цепи должна провисать примерно на 0,01а, то для этого при монтаже передачи надо предусмотреть и возможность уменьшения действительного межосевого расстояния на 0,005а. Таким образом, монтажное межосевое расстояние ам = 0,995а. 8. Определяем длину цепи l , мм: l = l р p , (5.10) l = 132 · 19,05 = 2514,6 мм. Полученное значение l не округляют. 9. Определяем диаметры звездочек, мм. Диаметр делительной окружности ведущей звездочки d∂1 , мм: d∂1 = p /sin(180°/ z1 ), (5.11) d∂1 = 19,05 / sin(180 /23) = 140 мм; диаметр делительной окружности ведомой звездочки d∂2 , мм: d∂2 = p /sin(180°/ z2 ), (5.12) d∂2 = 19,05 / sin(180 /79) = 480 мм; диаметр окружности выступов ведущей звездочки De1 , мм: De1 = p(K + Kz1 - 0,31 / ), (5.13) диаметр окружности выступов ведомой звездочки De2 , мм: De2 = p(K + Kz2 - 0,31 / ), (5.14) где К = 0,7 — коэффициент высоты зуба; Kz — коэффициент числа зубьев: Kz1 = ctg(180°/z1 ) = ctg( 180°/23) = 7,28 — ведущей звездочки, Kz2 = ctg(180°/z2 ) = ctg(180°/ 79) = 25,14 — ведомой звездочки; = р / d1 — геометрическая характеристика зацепления (здесь d1 — диаметр ролика шарнира цепи), =19,05 / 5,94 = 3,21 Подставив значения в формулы (5.13 - 5.14), получим De 1 = 19,05 · (0,7 + 7,28 - 0,31/3,21) = 150,2 мм, De 2 = 19,05 · (0,7 + 25,14 - 0,31/3,21) = 490,4 мм, диаметр окружности впадин ведущей звездочки Di1 : Di1 = d∂1 - (d1 - 0,175 √ d∂1 ) , (5.15) Di1 = 140 - (5,94 - 0,175· √140) = 136,1 мм, диаметр окружности впадин ведомой звездочки Di2 : Di2 = d∂2 - (d1 - 0,175 √ d∂2 ) , (5.16) Di2 = 480 - (5,94 - 0,175· √480) = 477,9 мм Проверочный расчет 10. Проверяем частоту вращения меньшей звездочки n1 об/мин: n1 [n]1 , (5.17) где n1 — частота вращения тихоходного вала редуктора, об/мин (на этом валу расположена меньшая звездочка); [n]1 = 15000 / p = 15000 / 19,05 = 787,4 об/мин — допускаемая частота вращения. 239 ≤ 787,4 . 11. Проверяем число ударов цепи о зубья звёздочек U, c-1 : U [U], (5.18) где U = 4 z1 n1 / (60 l p ) = 4 · 23 · 239 / (60 · 132) = 2,78 c-1 — расчетное число ударов цепи; [U] = 508 / p = 508 / 19,05 = 26,667 c-1 —допускаемое число ударов. 2,78 ≤ 26,667 . 12. Определяем фактическую скорость цепи v , м/с: 23 · 19,05 · 239 /60000 = 1,74 м/с. (5.19) 13. Определяем окружную силу, передаваемую цепью Ft , Н: Ft = Р1 · 103 /v , (5.20) где Р1 — мощность на ведущей звездочке кВт; v , м/с . Ft = 2,63 · 1000/1,74 = 1511,5 H. 14. Проверяем давление в шарнирах цепи pц , Н/мм2 : pц = Ft Kэ / A < [pц ], (5.21) а) А — площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм2 : A = d1 b3 , (5.22) где d1 и b3 — соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи, мм; б) допускаемое давление в шарнирах цепи [рц ]уточняют соответствии с фактической скоростью цепи v м/с. [рц ] = 25,5 Н/мм2 А = 5,94 · 12,7 = 75,4 мм2 , pц = 1511,5 · 1,25 / 75,4 = 25 Н/мм2 ≤ 25,5 Н/мм2 15. Проверяем прочность цепи. Прочность цепи удовлетворяется соотношением S[S],где [S] — допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых (втулочных) цепей; S—расчетный коэффициент запаса прочности, S = Fp / (Ft Kд + F0 + F ) , (5.23) где a) Fp – разрушающая нагрузка цепи, Н, зависит от шага цепи р, Fp = 31800 H; б) Ft – окружная сила, передаваемая цепью, Н; Кд – коэффициент, учитывающий характер нагрузки в)Fo — предварительное натяжение цепи от провисания; ведомой ветви (от ее силы тяжести), Н, Fo = Kf qag, (5.24) где Кf =3 – коэффициент провисания; a – межосевое расстояние, м; q = 1,9 – масса 1 м цепи, кг/м; g =9,81 м/с2 – ускорение свободного падения. г) F — натяжение цепи от центробежных сил, Н; F = q v 2 , где v — фактическая скорость цепи, м/с. F = 1,9 · 1,74 2 = 5,75 Н, Fo = 3 · 1,9 · 0,7525 · 9,81 = 42,01 H, S = 31800 / (1511,5 · 1 + 42,01 +5,75) = 20,4 [S] = 8,156; 20,4 ≥ 8,156 - зн. условие выполняется. 16. Определение силы давления цепи на вал Fоп , Н: Fоп = kв Ft + 2Fo , (5.25) где kв = 1,05 – коэффициент нагрузки вала, Fоп = 1,05 · 1511,5 + 2 · 42,01 = 1671,2 H. Таблица 5.1 Параметры цепной передачи, мм
Задача 6. Нагрузки валов редуктора Редукторные валы испытывают два вида деформации — изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт. 6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач Значения сил приведены в табл. 6.1. Таблица 6.1 Силы в зацеплении закрытой передачи
6.2 Определение консольных сил Значения консольных сил приведены в табл. 6.2. Таблица 6.2 Консольные силы
Задача 7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию — совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают. 7.1 Выбор материала валов В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х. В качестве материала применяем термически обработанную сталь 40Х со следующими механическими характеристиками:
7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета опускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [t]к = 10...20 Н/мм2 . При этом меньшие значения [t]к — для быстроходных валов, большие — для тихоходных. 7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей. Определяем расчетные ориентировочные геометрические размеры каждой ступени вала, мм. Результаты вычислений представлены в табл. 7.1. Таблица 7.1 Определение размеров ступеней валов одноступенчатого редуктора
7.4 Предварительный выбор подшипников качения Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки. По табл. 7.2 /1/ выбираем подшипники для валов. Для быстроходного вала выбираем роликовые конические однорядные подшипники типа 7205 со схемой установки 3 (враспор). Для тихоходного вала выбираем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии типа 7207 со схемой установки 3 (враспор). 7.5 Эскизная компоновка редуктора Составляем после вычерчивания эскизной компоновки табличный ответ к задаче (см. табл. 7.2). Таблица 7.2 Параметры ступеней валов и подшипников
Задача 8. Проверочный расчет подшипников Проверочный расчет предварительно выбранных в задаче 7 подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Сrр , Н, с базовой Сr , Н, или базовой долговечности L10h , ч, (L10 , млн. оборотов), с требуемой Lh , ч, по условиям: Crp ≤ Cr и L10h ≥ Lh . Базовая динамическая грузоподъемность подшипника Сr представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности L10h , составляющей 106 оборотов внутреннего кольца. 8.1 Определение пригодности подшипников на быстроходном валу Проверить пригодность подшипника 7205 быстроходного вала. Осевая сила в зацеплении Fa = 376,2 Н. Реакции в подшипниках Rr 1 = 856,3 H; Rr 2 = 912,2 H. Характеристика подшипников: Сr = 23,9 кН; С0 r = 17,9 кН; Х=0,40, V=1,0 , Кб =1,1, КT =1. Требуемая долговечность подшипников Lh = 15 ∙103 ч. 1. Определяем составляющие радиальных реакций: Rs 1 =0,83еRr 1 =0,83·0,36·856,3=255,86 Н Rs 2 =0,83еRr 2 =0,83·0,36·912,2=272,56 Н 2.Определяем осевые нагрузки подшипников Так как Rs 1 < Rs 2 и Fa > Rs 2 - Rs 1 , то Rа1 = Rs 1 =255,86 Н, Rа2 = Rа1 + Fa =255,86 +376,2=632 Н 3. Определяем соотношения: Ra 1 /(VRr 1 ) =255,86/(1· 856,3) =0,29 Ra 2 /(VRr 2 ) = 632 / (1 · 912,2) = 0,69 4. По соотношениям Ra 1 /(VRr 1 )<е и Ra 2 /(VRr 2 )>е выбираем соответствующие формулы для определения RЕ RE 1 =VRr 1 Кб КТ =1 ·856,3· 1,1·1=942 Н RE 2 = (XVRr 2 + YRа2 ) Kб Kт =(0,4 · 1 · 912,2 + 1,67 · 632) · 1,1 · 1 = 1562Н 5. Производим расчет динамической грузоподъемности по формуле: Сrp = RE2 m √60 · n · Lh /( а1 ·106 · а23 )= 1562 · 3,33 √60 · 955 · 15· 103 /( 0,7· 106 )= =13217,5 H < Сr =23900 H — подшипник пригоден. 6. Рассчитываем долговечность подшипника: L10h = (а1 ·106 · а23 /(60· n)) · (Сr / RE 2 )3,33 = 106 · 0,7·( 23900 / 1562) 3,33 / (955 · 60) = =105 > 15000 ч. — подшипник пригоден. 8.2 Определение пригодности подшипников на тихоходном валу. Проверить пригодность подшипника 7207 тихоходного вала. Осевая сила в зацеплении Fa = 376,2 Н. Реакции в подшипниках Rr 1 = 1019,5 H; Rr 2 = 4102,5 H. Характеристика подшипников: Сr = 35,2 кН; С0 r = 26,3 кН; Х=0,40, V=1,0 , Кб =1,1, КT =1. Требуемая долговечность подшипников Lh = 15 ∙103 ч. 1. Определяем составляющие радиальных реакций: Rs 1 =0,83еRr 1 =0,83·0,36·1019,5=313 Н Rs 2 =0,83еRr 2 =0,83·0,36·4102,5=1260 Н 2.Определяем осевые нагрузки подшипников Так как Rs 1 < Rs 2 , то Rа1 = Rs 1 =313 Н, Rа2 = Rа1 + Fa =313 +376,2=689,2 Н 3. Определяем соотношения: Ra 1 /(VRr 1 ) =313/(1· 4102,5) =0,076 Ra 2 /(VRr 2 ) = 689,2 / (1 · 1019,5) = 0,67 4. По соотношениям Ra 1 /(VRr 1 )<е и Ra 2 /(VRr 2 )>е выбираем соответствующие формулы для определения RЕ RE 1 =VRr 1 Кб КТ =1 ·1019,5· 1,1·1=1121 Н RE 2 = (XVRr 2 + YRа2 ) Kб Kт =(0,4 · 1 · 4102,5 + 1,62 · 689,2) · 1,1 · 1 = =3033,3Н 5. Производим расчет динамической грузоподъемности по формуле: Сrp = RE2 m √60 · n · Lh /( а1 ·106 · а23 )= 3033,3 · 3,33 √60 · 239 · 15· 103 /( 0,7· 106 )= =16940 H < Сr =35200 H — подшипник пригоден. 6. Рассчитываем долговечность подшипника: L10h = (а1 ·106 · а23 /(60· n)) · (Сr / RE 2 )3,33 = 106 · 0,7·( 35200 / 3033,3) 3,33 / (239 · 60) = =171·103 > 15000 ч. — подшипник пригоден. Таблица 8.1Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников
Задача 9. Конструктивная компоновка привода 9.1 Конструирование зубчатого колеса В проектируемом приводе зубчатое колесо редуктора изготавливаем ковкой. Ступицу колеса располагаем симметрично относительно обода. Определяем параметры обода зубчатого колеса, приведенные в таблице 10.1: Таблица 9.1 Параметры зубчатого колеса
9.2 Конструирование валов Из-за небольших размеров редуктора и очень малых погрешностей при расчете валов в задаче 7, размеры валов не изменились. 9.3 Конструирование подшипниковых узлов Обе опоры конструируются одинаково, каждый подшипник предотвращает движение вала в одну сторону. Достоинства: 1. Возможность регулировки подшипников; 2. Простота конструкции опор; Недостатки: 1. Вероятность защемления тел качения; 2. Более жесткие допуски на размеры. Но все-таки данная схема установки (враспор) наиболее распространена и предпочтительна. 9.4 Конструирование корпуса редуктора Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил возникающих, в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передаче. Наиболее распространенный способ изготовления корпусов литье из серого чугуна (например, СЧ 15). Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости. Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора. Толщина стенок корпуса редуктора и ребер жесткости принимаются одинаковыми: δ=1,8(Т2 )¼=1,8(105,4)¼= 6мм Толщину стенки принимаем равной 7 мм (dmin =6). 9.5 Смазывание. Смазочные устройства Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяется в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации. 9.5.1 Смазывание зубчатого зацепления а) Способ смазывания. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом. б) Выбор сорта масла. Зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях sн и фактической окружной скорости колес υ. В проектируемом редукторе применяем для смазки смазочное масло И-Г-С-100. в) Определение количества масла. Объем масляной ванны Vм определяем из расчета ~0,5 ... 0,8 л масла на 1кВт передаваемой мощности: Vм =(0,4..0,8)∙2,8≈2,24 дм3 . Необходимое количество масла примем равным 4 л. г) Определение уровня масла. Определяется по формуле: hм =(0,1…0,5)d1 =3мм д) Контроль уровня масла. Уровень масла, находящегося в корпусе, контролируется круглым маслоуказателем в стенке корпуса редуктора. е) Слив масла. Для слива масла в корпусе предусматривается сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой . 9.5.2 Смазывание подшипников Смазывание подшипников качения в проектируемом приводе производится жидкими материалами из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Задача 10. Проверочные расчеты 10.1 Проверочный расчет шпонок Призматическая шпонка тихоходного вала под колесом подлежит проверке на смятие. Параметры шпонки: 12x8x34. Условие прочности на смятие: см = 2Т/( Aсм · d) ≤ [см ], (11.1) где Т — крутящий момент на тихоходном валу ; Асм – площадь смятия; Асм = (0,94 h - t1 ) lр , (11.2) где lр = l – b = 34 – 12 = 22 мм – рабочая длина шпонки; t1 = 5 мм; h = 8 мм; Асм = (0,94 · 8 – 5) · 22 = 55,44 мм2 , см = 2 · 105,4 · 103 / (40 · 55,44) = 95 Н/мм2 ≤ []см = 190 Н/мм2 Призматическая шпонка выходного конца тихоходного вала также подлежит проверке на смятие. Параметры шпонки: 10x8x26. lр = l – b = 26 – 10 = 16 мм; t1 = 5 мм; h = 8 мм; Асм = (0,94 · 8 – 5) · 16 = 40,32 мм2 , σсм = 2 · 105,4 · 103 / (30 · 40,32) = 174,3 Н/мм2 ≤ [σ]см = 190 Н/мм2 10.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения экв , Н/мм2 : экв = 1,3 Fp / A ≤ [], (11.3) где Fp — расчетная сила затяжки винтов, обеспечивающая нераскрытие стыка под нагрузкой, Н, Fp = [Кз (1 - х) + х] Fв , (11.4) Fв = 0,5; Ry = 0,5 · 2804,5 = 1402,25 Н — сила, воспринимаемая одним стяжным винтом, Н, где Ry — большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников тихоходного вала, Н. х — коэффициент основной нагрузки, х = 0,27; Кз — коэффициент затяжки, Кз = 1,5; Fp = [1,5 · (1 - 0,27) + 0,27] · 1402,25 = 1914,07 H; A — площадь опасного сечения винта, мм2 : А = dp 2 / 4, (11.5) dp ≈ d2 - 0,94 p — расчетный диаметр винта; р — шаг резьбы, р = 1,75мм; d2 — наружный диаметр винта, d2 = 12 мм. dp ≈ 12 - 0,94 · 1,75 = 10,355 мм, А = 3,14 · 10,3552 / 4 = 84,17 мм2 . [] — допускаемое напряжение при неконтролируемой затяжке, [] = 0,25 · = 0,25· 300 = 75 H/мм2 . экв = 1,3 ·1914,07 / 84,17 = 30 ≤ 75 H/мм2 10.3 Проверочный расчет валов Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и растяжения. Условие прочности: S ≥ [S], (11.6) где [S]= 1,5 — допускаемое значение коэффициента запаса прочности. 1. Определим напряжения в опасных сечениях быстроходного вала: а = М·103 / Wнетто , (11.7) a = Мкр ·103 / (2·Wρнeтто ), (11.8) где — a и a амплитуда напряжения и цикла соответственно; М — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом опaсном сечении, Н · м; Мкр — крутящий момент, Н · м; Wнетто — осевой момент сопротивления сечения вала, мм3 ; Wρнетто — полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3 ; а = 70,7· 1000 / 2195,2 = 32,2 Н / мм2 , a = 3 Н / мм2 . 2. Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала: (K )D = K / Kd + KF – 1, (11.9) (K )D = K / Kd + KF – 1, (11.10) где К и K — эффективные коэффициенты концентрации напряжений; Kd — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; КF — коэффициент влияния шероховатости; (K )D = 1,65 / 0,73 + 1, 5 - 1 = 2,76 (K )D = 1,45/ 0,73 + 1,5 - 1 = 2,49 3. Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н / мм2 : (-1 )D = -1 / (K)D = 410 / 2,76 = 148,55 Н / мм2 , ( -1 )D = -1 / (K)D = 0,58 -1 / (K )D = 0,58 · 410 / 2,49 = 95,5 Н / мм2 , где — -1 и -1 пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2 . 4. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям: s = (-1 )D / a = 148,55 / 32,2 = 4,61, s = (-1 )D / a = 95,5 / 3 = 31,83. 5. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении: s = s s /√s 2 + s 2 = 4,61 · 31,83 / √4,61 2 + 31,83 2 = 4,56≥ [S] = 1,5. 6. Рассмотрим опасное сечение на 2-й ступени быстроходного вала а = 70,7·1000 / 1562,5 = 45,25 Н / мм2 , a = 70,7·1000 / (2·0,2·15625) = 11,3 Н / мм2 . 7. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям: s = (-1 )D / a = 148,55 / 45,25 = 3,28, s = (-1 )D / a = 95,5 / 11,3 = 8,45. 8. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении: s = s s /√s 2 + s 2 = 3,28·8,45 / √3,28 2 + 8,45 2 = 3,06 ≥ [S] = 1,5. 9. Определим напряжения в опасных сечениях тихоходного вала: а = 102 · 1000 / 0,1 · 74088 = 13,8 Н / мм2 , a = 104,8 · 1000 / (2 · 0,2 · 74088) = 3,5 Н / мм2 . 10. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям: s = (-1 )D / a = 148,55 / 13,8 = 10,76 s = (-1 )D / a = 95,5 / 3,5 = 27,3 11. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении: s = s s /√s 2 + s 2 = 10,76 · 27,3 / √10,76 2 + 27,3 2 = 10 ≥ [S] = 1,5. 12. Определим напряжения в опасных сечениях тихоходного вала на 2-й ступени: а = 102 · 1000 / 4287,5 = 23,8 Н / мм2 , a = 104,8 · 1000 / (2 · 0,2 · 42875 ) = 6,1 Н / мм2 . 13. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям: s = (-1 )D / a = 148,55 / 23,8 = 6,24 s = (-1 )D / a = 95,5 / 6,1 = 15,65 14. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении: s = s s /√s 2 + s 2 = 6,24 · 15,65 / √6,24 2 + 15,65 2 = 5,8 ≥ [S] = 1,5. Таблица 10.1 Результаты проверочных расчетов
Задача 11. Технический уровень редуктора Технический уровень целесообразно оценивать количественным параметром, отражающим отношение затраченных средств и полученного результата. «Результатом» является вращающий момент Т2 , Н·м. Мерой затраченных средств является масса редуктора m, кг. 11.1 Определение массы редуктора Масса редуктора определяется по формуле: m = φ∙r ∙V·10-9 , (12.1) где φ – определяем по графику 12.1 [1, с.263] (φ = 0,465); r — плотность чугуна (r = 7400 кг/м3 ); V – условный объем редуктора: V = LxBxH = 258x170x197 = 8640420 мм3 . m = 0,465∙7400∙8640420∙10 -9 = 29,7 кг. 11.2 Определение критерия технического уровня редуктора = m / T2 , (12.2) где Т2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м. = 29,7 / 105,4 = 0,282 Полученные данные представляем в виде табл. 12.1. Таблица 11.1 Технический уровень редуктора
Литература 1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М., 1991 2. Иванов М.Н. Детали машин. М., 1984 |